Теплогенерирующие установки

го газохода, и по этим значениям находят все необходимые величины, входящие в равенство. Если равенство стабилизируется при одной из принятых температур, то эта температура и будет искомой. Если баланс равенства не будет, то искомую температуру находят графоаналитически. Для этого на оси абсцисс (рис. 4.5) откладывают в известном масштабе температуры газов, покидающих газоход, а на оси ординат – числовые значения Qт и Qб, подсчитанные при этих температурах, и соединяют прямыми. Точка пересечения прямых Qт и Qб даст искомую температуру на выходе из газохода.

Рис. 4.5. Графическое определение расчетной температуры

5. РАСЧЕТ ПАРОПЕРЕГРЕВАТЕЛЯ

Пароперегреватель служит для перегрева насыщенного пара до необходимой температуры. В большинстве случаев в котлах малой и средней мощности значения температуры пара не превышают

225–400 оС.

Пароперегреватели обычно состоят из группы параллельно включенных стальных змеевиков, составленных из труб малого диаметра (28–42 мм), соединенных коллекторами.

Для поддержания значений коэффициента теплоотдачи 2 (от

стенки к пару) на необходимом уровне 900–3 000 Вт/(м2 с) надо принимать скорость пара в перегревателе не ниже 25 м/с.

50

При определении необходимой величины поверхности нагрева пароперегревателя количество тепла, которое необходимо сообщить пароперегревателю, определяют из уравнения

где D – расход перегретого пара, кг/с;

h2 и h1 – конечная и начальная энтальпии пара, кДж/кг.

По найденному значению Qпер, в соответствии с уравнением (5.1), находят энтальпию газов после пароперегревателя согласно уравне-

ния теплового баланса (5.2), а затем по H- –диаграмме определяют температуру газов на выходе из пароперегревателя

где BР – расчетный расход топлива, кг/с; φ – коэффициент сохранения теплоты;

Hпер , Hпер – энтальпии газов на входе и выходе из паропере-

гревателя, кДж/кг;

Hв – энтальпия присасываемого в пароперегреватель воздуха, кДж/кг.

Значение расчетного коэффициента теплопередачи для пароперегревателя определяют по формуле

где 1 и 2 определяются по тем же выражениям и номограммам, что и для конвективных газоходов котла (см. раздел 4).

ψ – коэффициент тепловой эффективности, при коридорном расположении труб и сжигании твердых топлив определяется по табл. 4.1; при сжигании газа ψ принимается равным 0,85; при сжигании мазута с > 1,05 ψ определяется по табл. 4.2.

Коэффициент теплоотдачи от продуктов сгорания к стенке трубы пароперегревателя определяют по формуле

51

1 к л , Вт/(м2 оС),

где ξ – коэффициент использования. Принимается ξ = 1, к, л определяются, соответственно, из рис. 4.1 4.4.

α2 – коэффициент теплоотдачи от стенки к перегретому пару определяется по рис. 5.1

2 нCd .

Температура стенки труб пароперегревателя, принимаемая равной температуре наружного слоя золовых отложений на трубах (оС), определяется

t3 t 70,

где t – среднеарифметическое значение температуры пара в перегревателе.

Температурный напор определяют по среднеарифметической разности температур

tср пер пер tпер tн ,

2 2

где пер, пер – температурагазовдоипослепароперегревателяоС; tн, tпер – температура насыщенного и перегретого пара, оС. Далее находят расчетную поверхность нагрева пароперегревателя

Hпер Qпер , м2.

kпер tcр

Элементы пароперегревателя, составляющие расчетную поверхность нагрева, должны быть скомпонованы так, чтобы была обеспечена ранее принятая скорость движения пара (не ниже 25 м/с).

52

6. РАСЧЕТ ВОДЯНОГО ЭКОНОМАЙЗЕРА

Водяные экономайзеры устанавливают для снижения температуры уходящих газов, а, следовательно, для повышения коэффициента полезного действия котельной установки.

Внастоящее время изготавливают только один тип водяных чугунных экономайзеров – водяные экономайзеры системы ВТИ. Их собирают из чугунных ребристых труб различной длины, соединяемых между собой специальными фасонными частями – калачами.

Втабл. 6.1 приведены основные данные ребристых труб экономайзеров системы ВТИ.

53

Скорость газов в экономайзере принимают в пределах 6–9 м/с, но не менее 3 м/с. Скорость воды в трубах может изменяться в пре-

делах 0,3–1,5 м/с.

Водяные экономайзеры рассчитывают следующим образом. Сначала по известным энтальпиям газов на входе в экономайзер ( Hвэ )

и на выходе из него (Нух) определяют тепловосприятие экономайзера по уравнению теплового баланса

Qвэ Вр(Hвэ Hух Нв), кВт.

Температуру воды на выходе из экономайзера tэ определяют из выражения

где tэ – температура воды на входе в экономайзер;

св – теплоемкость воды, кДж/кг оС;

Dвэ – количество воды, проходящей через экономайзер, кг/с:

Dвэ = Dнп + Dпр,

где Dнп – расход насыщенного пара кг/с;

Dпр – расход продувочной воды, кг/с.

Для чугунного экономайзера tэ должна быть не менее чем на

двадцать градусов ниже температуры насыщения для избежания кавитации.

Среднюю разность температур с достаточной степенью точности можно определить как среднеарифметическую величину

Среднюю скорость газов в экономайзере подсчитывают по выражению

Wcр BpVr ( срэ 273) , м/с.

273Fэ

54

55

7. КОНСТРУКТИВНЫЙ ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ТРУБЧАТОГО ВОЗДУХОПОДОГРЕВАТЕЛЯ

С помощью заводских чертежей прототипа проектируемого котла выбирают конструкции и компоновки воздухоподогревателя: диаметр труб (обычно 40 1,5 мм); шаг труб (обычно S1 = 60–70 мм, S2 = 40–45 мм); расположение труб (как правило, шахматное), схему движения сред (газы – продольное омывание внутри труб, воздух – поперечное омывание в шахматном пучке труб); скорость газов – 9–13 м/с, воздуха – 4,5–6 м/с. Рекомендуемое значение температуры горячего воздуха приведены в табл. 2.1.

Порядок расчета воздухоподогревателя следующий:

1. Тепловосприятие воздухоподогревателя определяют из выражения

где вп – отношение количества воздуха за воздухоподогревателем к теоретически необходимому:

вп т т 0,5 вп,

где вн – присосы воздуха в воздухоподогревателе;

Hвп0 , Hвп0 – энтальпия теоретически необходимого количества

на выходе и входе в воздухоподогреватель.

2. Коэффициент теплопередачи в воздухоподогревателе k определяют по формуле

где ξ – коэффициент использования воздухоподогревателя (для мазута и дров – ξ = 0,85; для остальных топлив – 0,9);

1, 2 – коэффициент теплоотдачи от газов к стенке и от стенки к воздуху, Вт/м2 С.

Для трубчатых воздухоподогревателей коэффициент теплоотдачи конвекцией 1 для газов, текущих внутри труб, определяется по

56

рис. 4.1–4.3 с соответствующей поправкой на физические характеристики газов и температурные условия Сф. При охлаждении газов Сф не зависит от температуры стенки. Для среды, движущейся

между трубами (воздух), коэффициент теплоотдачи конвекцией ( 2) при чисто поперечном омывании определяется по рис. 4.1, 4.2 в зависимости от расположения труб в пучке – шахматного или коридорного, и по рис. 4.3 при продольном омывании.

3. Температурный напор t определяется как среднеарифметическая разность температур по формуле

t tб tм , С,

2,3lg tб

tм

где tб – разность температур сред в том конце, где она больше, С;tм – разность температур на другом конце поверхности, С.

4. Определяют необходимую теплообменную поверхность воздухоподогревателя

Hвп QkвпBtр , м2.

8. РАСЧЕТ ГАЗОХОДОВ ВОДОГРЕЙНЫХ КОТЛОВ

Чтобы определить температуру воды в каждом из отдельных газоходов, уравнений (4.1) и (4.2) недостаточно. Количество тепла, воспринимаемое водой в каждом отдельном газоходе, определяется по формуле

где Dсв – расход сетевой воды через поверхность, кг/с;

tв, tв – температура воды при выходе и входе в данный газоход

(обычно одна из них предварительно определяется, а другая задана), С;

с – теплоемкость воды, кДж/кг С.

57

Если нет необходимости определять температуру воды по отдельным газоходам в соответствии с уравнением (8.1), можно вести расчет по тем же уравнениям, что и для расчета газоходов паровых котлов, т. е. (4.1) и (4.2). Разница заключается лишь в определении температурного напора, который определяется как

tср ln tcр , С,tср

где tср – средняя температура воды в котле: tcр tв tв ; 2

, – температура газов на входе и выходе из газохода, С.

9. АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТЕПЛОГЕНЕРИРУЮЩЕЙ УСТАНОВКИ

9.1. Общие положения

Целью аэродинамического расчета теплогенерирующей установки (расчет тяги и дутья) является выбор необходимых тягодутьевых машин на основе определения производительности тяговой и дутьевой систем и перепада полных давлений в газовом и воздушном трактах.

Расчет газового и воздушного трактов ведется, как правило, на номинальную нагрузку теплогенератора, для которой выполнен тепловой расчет. Поэтому основные исходные данные для расчета потерь давления в поверхностях нагрева теплогенератора – скорости, температуры, живые сечения воздуховодов и газоходов и прочие конструктивные данные принимаются из теплового расчета.

Сопротивления участков тракта, включающих в себя поверхности нагрева, рассчитываются по средним для данного участка условиям (скорость, температура и т. д.).

При необходимости расчета местных сопротивлений по полусумме двух скоростей (в месте поворота на 90 ) рекомендуется ве-

58

сти расчет по усредненной площади живого сечения, рассчитанной по формуле:

При расчете местного сопротивления по трем скоростям (в месте поворота на 180 ) расчетная площадь живого сечения определяется как

При разнице в площадях сечений, не превышающей 25 %, для расчетамогутбытьпринятысреднеарифметическиезначенияплощадей.

Эквивалентный (гидравлический) диаметр dэ для круглого сечения (при течении внутри трубы) равен внутреннему диаметру трубы, а для некруглого сечения

где F – живое сечение канала, м2;

П – полный периметр сечения, омываемый средой, м.

Для каналов с прямоугольным сечением формула (9.1) определяется как

d a2abb , м,

где a и b – размеры сторон прямоугольника, м.

Сопротивления трения

Сопротивления трения возникают при движении потока в газовоздухопроводах, в продольно омываемых трубчатых и пластинчатых

59